word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯畢業設計說明書學生姓名：學號：學院：機電工程學院專業年級：機械設計制造及其自動化10級題目：2KW全封閉式活塞制冷壓縮機設計指導教師：評閱教師：中文摘要活塞式制冷壓縮機是一種容積式壓縮機，把制冷劑從低壓提升為高壓，并使制冷劑不斷循環流動，從而使系統不斷將內部熱量排放到高于系統溫度的環境中。制冷壓縮機主要用在空調，電冰箱，制冰機等設備。本次設計的壓縮機用于空調中，將R22制冷劑進行循·環壓縮。主要包括三部分，一部分是熱力計算，包括壓縮比，排氣溫度、功率和效率的確定;另一部分是動力計算與分析，包括缸徑和行程的選擇，曲柄連桿機構的受力情況的分析計算，并求出活塞力和連桿力；第三部分主要零部件的結構設計以及強度校核。整個設計過程與設計內容是按設計標準要求進行的，符合工程需求。關鍵詞：壓縮機；全封閉；熱力分析；結構設計；word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯外文摘要TitleDesignforRefrigerationCompressor(R22)Abstract:PisstonRefrigerationcompressorisakindofdisplacementcompressor,whichofthelow-pressurerefrigerantgas,andpressuretobecomeahighpressure.sothatcontinuousemissionofinternalheattotheenvironmentthanthesystemtemperature.PisstonRefrigerationcompressorusedinairconditioners,refrigerators,icemachinesandotherequipment.Thistimethecompressorwedesignedwillbeusedintheairconditioning,theR22refrigerantcompressioncycle.itcontainsthreeparts:thefirstisheatcalculationincludingCompressionratio、thetemperatureofthewastedgas,powerandefficiency;theotherismotivepowercalculatingandanalysis,includingtheTraveldimensionofthecylinderandthecalculationandanalysisofthestresssituationoftheconnectingrod，andpistonforceandtheconnectingrodforce;last,designandcheckingofthemainspareparts.Thewholedesignprocessanddesigncontentarebasedonthedesignstandard;tallywiththeengineeningrequirement.Keywords:compressor;fullyenclosed;temperatureanalysis;Structuraldesign;word文檔可自由復制編輯word文檔可自由復制編輯目錄TOC\o"1-3"\h\z\u27335第1章緒論 1210651.1活塞式制冷壓縮機介紹 798911.2本制冷壓縮機的工作原理 723015第2章熱力計算 9318312.1技術參數 9145322.2壓縮機的熱力計算 9202102.2.1查取熱力參數 9179102.2.2壓縮機的壓縮比 錯誤！未定義書簽。83052.2.3壓縮機的排氣溫度 錯誤！未定義書簽。199302.2.4計算排氣系數 錯誤！未定義書簽。237512.2.5壓縮機單位理論制冷量和單位理論壓縮功 錯誤！未定義書簽。167572.2.6壓縮機理論容積排氣量 錯誤！未定義書簽。67152.2.7壓縮機電動機功率 錯誤！未定義書簽。25352.3本章小結 1224986第3章壓縮機動力計算 13266993.1確定壓縮機缸徑 13258683.2曲柄連桿機構運動學 13198973.2.1活塞位移 146613.2.2活塞的速度 14133873.2.3活塞的加速度 1460153.2.4曲柄銷加速度 1551923.3曲柄連桿機構中的作用力 15312503.3.1氣缸內其體力 15319423.3.2機構的慣性力 17163523.3.3作用在活塞上摩擦力 2078383.3.4作用在活塞上的總作用力 20115703.3.5活塞上的總作用力分解與傳遞 2222593第4章活塞組的設計 2433604.1活塞的設計 24238234.1.1活塞的要求及材料的選擇 24121764.1.2活塞的設計 2418714.2活塞銷的設計 2540304.2.1活塞銷的結構、材料 2538644.2.2活塞銷強度和剛度計算 25122984.3驗算活塞銷座比壓力 26300534.4本章小結 2623857第5章連桿組的設計 27114965.1連桿的設計 27236455.1.1連桿的工作情況、設計要求和材料選用 2757255.1.2連桿長度的確定 27252685.1.3連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算 27215975.1.4連桿桿身的結構設計 錯誤！未定義書簽。272065.1.5連桿大頭 28233125.2連桿螺栓的設計及校核 29224155.3本章小結 29558第6章曲軸的設計 30153366.1曲軸的結構型式和材料的選擇 30215426.1.1曲軸的工作條件和設計要求 3093696.1.2曲軸的結構型式 30274986.1.3曲軸的材料 3190706.2曲軸的主要尺寸的確定和結構設計 31305096.2.1曲柄銷的直徑和長度 31258516.2.2主軸頸的直徑和長度 3128496.2.3平衡重 3125456.2.4曲軸上的油孔和油槽 33148256.2.5曲軸的強度校核 33256546.3本章小結 3414432第7章機體和氣缸設計 35321567.1機體材料的選擇 35306997.2氣缸的設計 35226277.3機體的設計 3627406第8章閥組的設計 37221178.1閥板的設計 37327158.2缸蓋的設計 382638.3進氣閥和排氣閥 3815358.3.1氣閥的要求 3867178.3.2進氣閥和排氣閥的設計和校核 39318708.4墊片的設計 4180628.5本章小結 419511第9章其他部件的設計 4293129.1機殼的結構 4285849.2壓縮機防振裝置 42305349.3壓縮機潤滑和供油機構 4354679.4壓縮機出廠技術要求 442137總結 錯誤！未定義書簽。1562致謝 錯誤！未定義書簽。3420參考文獻 45第1章緒論1.1活塞式制冷壓縮機介紹在制冷壓縮機中，活塞式是問世最早的一種機型，因而它得到廣泛的發展和深入的研究。目前活塞式壓縮機仍被廣泛應用于各個領域，其產量仍居各種壓縮機之首。活塞式壓縮機是制冷系統的心臟，它從吸氣管吸入低溫低壓的制冷劑氣體，通過電機運轉帶動活塞對其進行壓縮后，向排氣管排出高溫高壓的制冷劑氣體，通過壓縮→冷凝→膨脹→蒸發的循環過程。活塞式制冷壓縮機型式和種類較多，可根據不同的方法分類。根據其密封情況可分為全封閉、半封閉、開啟式三種型式。根據壓縮機的制冷量殼分為大、中、小型。根據氣缸布置分為臥式、直立式和角度式三種類型。按壓縮機的運動機構分類，活塞式制冷壓縮機可分為滑管式、連桿式和斜盤式。1.2本制冷壓縮機的工作原理在本次壓縮機設計中是采用曲軸連桿式傳動機構。氣缸與進排氣消聲器，支承曲軸主軸頸的主軸承鑄為一體。曲軸的上部另設一個輔助軸承，稱為上軸承。曲軸了由于采用雙支承，受力情況較單支承要好得多。活塞通過活塞銷、連桿與曲軸相連接。電動機設置在殼內的下部。電動機的定子用螺栓與氣缸體緊固在一起，轉子與曲軸連成一體。整個機器用三根彈簧懸吊在殼體內，因此具有良好的減振性。當接通電源后，電機轉子旋轉，同時帶動曲軸連桿大頭轉動，而連桿小頭與活塞在氣缸內作往復運動。當活塞從閥板向曲軸方向移動時，制冷劑蒸氣從進氣管通過消聲器，缸蓋中的吸氣腔，閥板，吸氣閥片進入氣缸。當活塞從曲軸側向閥板方向運動時，進氣閥片關閉，氣缸中制冷劑蒸氣被壓縮，達到某一壓力后，排氣閥片打開，高壓蒸氣通過排氣閥片排出氣缸，通過排氣消聲器和排氣管排出壓縮機進入冷凝器。壓縮機的殼體是由下殼和上蓋組成。用焊接的方法將二者焊接成一休。殼休上右進氣管和排氣管，可分別與蒸發器和冷凝器連接。殼體上還焊有接線往，電源通過接線柱供給壓縮機動力。為了使壓縮機正常啟動和安全運轉，接線柱上裝有啟動繼電器和過熱保護器。當壓縮機負載過大或溫度過高時，則電源自動切斷，壓縮機停止工作。壓縮機殼體內裝有一定量的潤滑油。曲軸的下部鉆有偏心的吸油孔，末端裝有吸油管。吸油管浸入油面以下。曲軸上加工有油孔和油槽。當曲軸旋轉時，潤滑油在離心力的作用下通過吸油管沿曲軸的偏心油孔和油槽上升。這樣就依次潤滑了主軸頸、曲柄銷、連桿大頭、連桿小頭、活塞和氣缸。此外還有一部分潤滑油向上噴灑到上蓋的內壁上，然后作傘狀下落，順殼體內壁下流，將壓縮機內的熱盤通過殼體向空氣中散發，從而降低壓縮機的溫度。由于本次設計的小型全封閉壓縮機應用在空調器上，對它的噪音要求很嚴。此外，還要求它耗電低，可靠性高和壽命長。熱力計算2.1技術參數1）標準工況：蒸發溫度7.2℃；冷凝溫度54.4℃；過冷溫度46.1℃；吸氣溫度35℃2）制冷工質：R223）電源與電機類型：單相異步電動機，220(±10％)V，50Hz4）制冷量：2KW5）能效比:EER≥3.02.2壓縮機的熱力計算2.2.1查取熱力參數圖2.1R22的P-H圖由R22制冷劑的P-H圖（圖2.1）查的h1：Ps1=624.6Kpah1=407.54kj/kgV1=0.03817m3/kgS1=1.740h2:Ps2=624.6Kpah2=427.69kj/kgV2=0.043111m3/kgS2=1.809h3：Pd3=2135.6Kpah3=462.81kj/kgV3=0.01412m3/kgS3=1.809h4：Pd4=2135.6Kpah4=418.34kj/kgV4=0.01049m3/kgS4=1.681h6:Ps6=624.6Kpah6=258.29kj/kgS=1.207由此可知：蒸發溫度下工質壓力Ps=624.6Kpa冷凝溫度下工質的壓力Pd=2135.6Kpa進口狀態下工質的焓值h2=427.69kj/kg壓縮終了時工質的焓值h3=462.81kj/kg冷凝溫度下工質的焓值h6=258.29kj/kg壓縮機進口處的比容V2=0.04311m3/kg2.2.1熱力計算1.單位質量的制冷量q0=h2-h6=427.69-258.29=169.4kj/kg2.單位質量的理論絕熱壓縮功wis=h3-h2=462.81-427.69=35.12kj/kg3.能效比EER=q0/wis=169.4/35.12=4.82>3符合要求4.容積系數λv取相對余隙容積C=0.01λv=1-C[（QUOTE錯誤！未找到引用源。）1/m-1]取m=1取排氣終了的相對壓力損失為QUOTE錯誤！未找到引用源。=0.01所以ΔPd=0.01Pdλv=1-0.01[（）-1]=0.97555.壓力系數λpλp=取進氣終了時相對壓力損失QUOTE錯誤！未找到引用源。=0.03所以ΔPs=0.03Psλp==0.96896.泄露系數λt根據有關資料，取λt=0.987.溫度系數λt壓縮機為空氣自由冷卻取a=1.15，b=0.25吸氣過熱度θ=(Ts-T)℃=(35-7.2)℃=27.8ΟC其中Ts為:吸氣溫度，T為蒸發溫度。λt=QUOTE錯誤！未找到引用源。==0.87288.壓力比 9.輸氣系數λλ=λvλpλtλt=0.808410.理論制冷量Q0Q0=Q/λ=2KW/0.6947=2.4740KW11.理論容積輸氣量VhQ0=q0·mm=Q0/q0=2.474·103w/（50·161.04·103J/kg）=0.2916·10-3Vh=V2·m=0.04311·0.2916·10-3=0.01257·10-3m3=12.主要結構參數確定：取氣缸直徑D=30mmVh=QUOTE錯誤！未找到引用源。2·S/4S=（4Vh）/（πD2）=（4·12.57）/（3.14·32）=1.778cm=18mm實際輸氣體積Vh’=πD2S/4=12.5663cm313.實際質量輸氣量Ga=（λVh’/V2）·50=0.8084·12.5663·10-6·50/0.04311=1.1786·10-2kg（3）指示功率壓力比ε=Pd/Ps=2135.6/624.6=3.4191工質在氣缸內與汽缸壁的熱交換幾乎為零，可以按絕熱過程計算指示功率Pi=1.309·10-2·λv·λp·i·n·Ps·S·D2·QUOTE錯誤！未找到引用源。·{[ε（1+δ0）]k-1/k-1}=1.309·10-2·0.9755·0.9689·3000·0.6246·106·QUOTE錯誤！未找到引用源。1.6·{[3.4191·（1+0.04）]1.1-1/1.1-1}=507.09W14.指示效率ηi=Pis/Pi=413.9243/507.0897=0.816315.摩擦功率取平均摩擦壓力Pm’=0.3·105PaPm=1.309·D2·S·n·Pm·10-5KW=1.309·0.0004·0.04·3000·0.3=18.85w16.軸功率Pz=Pi+Pm=507.09+18.85=525.94W17.機械效率ηm=Pi/Pz=507.09/525.94=0.964218.軸效率ηz=ηm·ηi=0.9642·0.8163=0.787019.電效率取電動機的效率ηm0=0.75電效率ηe=ηm0·ηz=0.75·0.7870=0.590320.電功率 Pe=1.25·Pis/ηe=1.25·413.9243/0.5903=876.51W21.電動機的選擇根據以上計算數據電動機選擇（外形尺寸單位：mm·mm·mm）YL802-21100w3000r/min效率75%外形尺寸295·165·200（長·寬·高）2.3本章小結本章首先主要對壓縮機的的熱力進行了計算，求出了電動機的所需功率，理論排氣量，為后邊的求氣缸直徑，行程以及進一步的動力計算和零件的結構設計提供了基礎。第3章壓縮機動力計算3.1確定壓縮機缸徑式中為理論容積排氣量；S為行程取s=18mm；n為轉速取n=3000r/min；i單缸取1；求的D=30mm3.2曲柄連桿機構運動學圖3.1為曲柄連桿機構簡圖。氣缸中心線通過曲軸中心O，OB為曲柄，AB為連桿，B為曲柄銷中心，A為連桿小頭孔中心或活塞銷中心。當曲柄按等角速度旋轉時，曲柄OB上任意點都以O點為圓心做等速旋轉運動，活塞A點沿氣缸中心線做往復運動，連桿AB則做復合的平面運動，其大頭B點與曲柄一端相連，做等速的旋轉運動，而連桿小頭與活塞相連，做往復運動。活塞做往復運動時，其速度和加速度是變化的。它的速度和加速度的數值以及變化規律對曲柄連桿機構以及發動機整體工作有很大影響，因此，研究曲柄連桿機構運動規律的主要任務就是研究活塞的運動規律。圖3.1曲柄連桿機構運動簡圖λ=R/Lλ應在1/3.5-1/5范圍內取1/4曲柄半徑r=s/2=9mm連桿的長度L=r/λ=36mm曲柄的角速度為：式中：—曲軸轉數，；已知額定轉數=2940，則；3.2.1活塞位移假設在某一時刻，曲柄轉角為，并按順時針方向旋轉當=時，活塞銷中心A在最外面的位置，此位置稱為外止點。當=180時，A點在最里面的位置，此位置稱為內止點。x=3.2.2活塞的速度將活塞位移公式對時間t進行微分，即可求得活塞速度當或時，活塞速度為零，活塞在這兩點改變運動方向。當時，，此時活塞得速度等于曲柄銷中心的圓周速度。3.2.3活塞的加速度將活塞速度對時間微分，可求得活塞加速度曲柄轉角活塞位移(mm)活塞速度m/s活塞加速度m/s*s曲柄轉角活塞位移(mm)活塞速度m/s活塞加速度m/s*s00.000.001065.2819017.90-0.36-639.07100.170.601039.4820017.59-0.72-637.62200.671.17964.0321017.08-1.09-631.52301.491.68844.5722016.36-1.44-615.84402.572.12689.8423015.45-1.78-584.79503.882.46510.8024014.35-2.10-532.64605.352.70319.5825013.09-2.38-454.69706.932.83128.2726011.67-2.61-348.19808.552.85-52.2227010.14-2.77-213.069010.142.77-213.062808.55-2.85-52.2210011.672.61-348.192906.93-2.83128.2711013.092.38-454.693005.35-2.70319.5812014.352.10-532.643103.88-2.46510.8013015.451.78-584.793202.57-2.12689.8414016.361.44-615.843301.49-1.68844.5715017.081.09-631.523400.67-1.17964.0316017.590.72-637.623500.17-0.601039.4817017.900.36-639.073600.000.001065.2818018.000.00-639.17表3.1活塞的位移、速度和加速度3.2.4曲柄銷加速度3.3曲柄連桿機構中的作用力作用于曲柄連桿機構的力分為：缸內氣體力、運動質量的慣性力、摩擦阻力。3.3.1氣缸內其體力膨脹過程進氣過程壓縮過程排氣過程曲柄轉角ɑ膨脹過程p(Mp)吸氣過程p(mp)壓縮過程p(mp)排氣過程p(mp)氣體力p*a(N)02.16-739.28101.15-414.38200.76-60.98300.54934.36400.54934.36500.54934.36600.54934.36700.54934.36800.54934.36900.54934.361000.54934.361100.54934.361200.54934.361300.54934.361400.54934.361500.54934.361600.54934.361700.54934.361800.54934.361900.6012.232000.616.722100.63-2.912200.66-17.402300.71-37.962400.77-66.432500.86-105.692600.98-160.202701.15-237.202801.40-348.852901.75-509.763002.16-739.283102.16-739.283202.16-739.283302.16-739.283402.16-739.283502.16-739.283602.26-739.28表3.2其體力3.3.2機構的慣性力慣性力是由于運動不均勻而產生的，為了確定機構的慣性力，必須先知道其加速度和質量的分布。加速度從運動學中已經知道，現在需要知道質量分布。實際機構質量分布很復雜，必須加以簡化。為此進行質量換算。1、機構運動件的質量換算質量換算的原則是保持系統的動力學等效性。質量換算的目的是計算零件的運動質量，以便進一步計算它們在運動中所產生的慣性力。（1）連桿質量的換算連桿是做復雜平面運動的零件。為了方便計算，將整個連桿（包括有關附屬零件）的質量用兩個換算質量和來代換，并假設是集中作用在連桿小頭中心處，并只做往復運動的質量；是集中作用在連桿大頭中心處，并只沿著圓周做旋轉運動的質量，如圖2.2所示：圖2.2連桿質量的換算簡圖簡化到小頭的質量ml=（0.3-0.4）mm2=(0.6-0.7)m在本連桿中m粗略估算為0.03kgm1=0.009kgm2=0.059kg（2）往復直線運動部分的質量活塞（包括活塞上的零件）是沿氣缸中心做往復直線運動的。它們的質量可以看作是集中在活塞銷中心上，并以表示。其中為0.05kg。質量與換算到連桿小頭中心的質量之和，稱為往復運動質量，即=0.009+0.05=0.059kg。（3）不平衡回轉質量曲拐的不平衡質量及其代換質量如圖2.3所示：圖2.3曲拐的不平衡質量及其代換質量曲拐在繞軸線旋轉時，曲柄銷和一部分曲柄臂的質量將產生不平衡離心慣性力，稱為曲拐的不平衡質量。為了便于計算，所有這些質量都按離心力相等的條件，換算到回轉半徑為的連桿軸頸中心處，以表示,其中mk估算為0.02kg。質量與換算到大頭中心的連桿質量之和稱為不平衡回轉質量，即=0.041kg由上述換算方法計算得：往復直線運動部分的質量=0.059，不平衡回轉質量=0.041。2、曲柄連桿機構的慣性力把曲柄連桿機構運動件的質量簡化為二質量和后，這些質量的慣性力可以從運動條件求出，歸結為兩個力。往復質量的往復慣性力和旋轉質量的旋轉慣性力。（1）往復慣性力式中：—往復運動質量，；—連桿比；—曲柄半徑，；—曲柄旋轉角速度，；—曲軸轉角。是沿氣缸中心線方向作用的，公式前的負號表示方向與活塞加速度的方向相反。表3.3往復慣性力曲柄轉角ɑ（℃）慣性力（N）曲柄轉角ɑ（℃）慣性力（N）曲柄轉角ɑ（℃）慣性力（N）062.85130-34.50250-26.831061.33140-36.33260-20.542056.88150-37.26270-12.573049.83160-37.62280-3.084040.70170-37.702907.575030.14180-37.7130018.866018.86190-37.7031030.14707.57200-37.6232040.7080-3.08210-37.2633049.8390-12.57220-36.3334056.88100-20.54230-34.5035061.33110-26.83240-31.4336062.85120-31.43（2）旋轉慣性力3.3.3作用在活塞上摩擦力=2.83N3.3.4作用在活塞上的總作用力由前述可知，在活塞銷中心處，同時作用著氣體作用力，活塞摩擦力和往復慣性力，由于作用力的方向都沿著中心線，故只需代數相加，即可求得合力表3.4活塞力曲柄轉角ɑ℃）慣性力（N）摩擦力（N）氣體力(N)活塞力（N）062.852.83-739.28-628.811061.332.83-414.38-305.432056.882.83-60.9843.513049.832.8334.36131.814040.702.8334.36122.685030.142.8334.36112.126018.862.8334.36100.84707.572.8334.3689.5580-3.082.8334.3678.9090-12.572.8334.3669.41100-20.542.8334.3661.44110-26.832.8334.3655.16120-31.432.8334.3650.56130-34.502.8334.3647.48140-36.332.8334.3645.65150-37.262.8334.3644.72160-37.622.8334.3644.36170-37.702.8334.3644.28180-37.712.8334.3644.27190-37.70-2.8312.23-73.10200-37.62-2.836.72-78.52210-37.26-2.83-2.91-87.78220-36.33-2.83-17.40-101.35230-34.50-2.83-37.96-120.08240-31.43-2.83-66.43-145.48250-26.83-2.83-105.69-180.13260-20.54-2.83-160.20-228.36270-12.57-2.83-237.20-297.39280-3.08-2.83-348.85-399.552907.57-2.83-509.76-549.8230018.86-2.83-739.28-768.0531030.14-2.83-739.28-756.7632040.70-2.83-739.28-746.2033049.83-2.83-739.28-737.0734056.88-2.83-739.28-730.0235061.33-2.83-739.28-725.5736062.85-2.83-739.28-724.053.3.5活塞上的總作用力分解與傳遞如圖2.4所示，首先，將分解成兩個分力：沿連桿軸線作用的力，和把活塞壓向氣缸壁的側向力，圖3.4作用在機構上的力其中沿連桿的作用力為：而側向力為：切向力為法向力連桿作用力的方向規定如下：使連桿受壓時為正號，使連桿受拉時為負號。表3.5其他力大小曲柄轉角連桿力切向力法向力曲柄轉角連桿力切向力法向力0-628.810.00-628.81190-73.179.5772.5410-305.72-66.11-298.49200-78.8120.5276.092043.6718.3939.61210-88.4834.3181.5530132.8680.29105.85220-102.6952.5188.2540124.3094.1681.14230-122.3476.9395.1350114.2499.9555.31240-149.01109.86100.6860103.2998.5131.05250-185.32154.38102.527092.1391.5510.29260-235.61214.8296.788081.4181.18-6.04270-307.14297.3976.799071.6969.41-17.92280-412.24411.1030.5710063.3957.80-26.04290-565.65562.11-63.1811056.7547.27-31.39300-786.71750.31-236.5212051.7938.18-34.99310-771.04674.63-373.3213048.3830.42-37.62320-756.03572.72-493.5314046.2523.65-39.75330-742.90448.96-591.8915045.0817.48-41.55340-732.71308.55-664.5716044.5311.60-42.99350-726.26157.04-709.0717044.325.79-43.94360-724.050.00-724.0518044.270.00-44.273.4本章小結本章首先分析了曲柄連桿機構的運動情況，并求出了氣缸的直徑行程，以及連桿的長度，曲軸的偏心距等，重點分析了活塞的運動，在此基礎上分析了每個工作過程的氣體壓力變化情況，進一步推導出各過程氣體力的理論計算公式，進行了機構中運動質量的換算，并根據其具體結構參數計算出了各過程的氣體力，為后面結構設計提供了理論數據的依據。第4章活塞組的設計4.1活塞的設計活塞組包括活塞、活塞銷，它們在制冷壓縮機種是工作條件最嚴酷的組件。壓縮機的工作可靠性與使用耐久性，在很大程度上與活塞組的工作情況有關。4.1.1活塞的要求及材料的選擇根據上述對活塞設計的要求，活塞材料應滿足如下要求：(1)質量小。往復慣性力與往復質量有關。故要求活塞的質量要小，對于高轉速的壓縮機，尤其重要；(2)導熱系數高。活塞在氣缸中壓縮氣體時，高溫的氣體將熱量傳導給活塞，因此要求活塞的導熱系數高，盡快地將熱量傳給氣缸體，通過氣缸體向外放熱。這樣可以降低活塞的溫度，提高輸氣系數；(3)強度高。在規定的壓力比下，具有足夠的強度；(4)耐磨性好；（5)熱膨脹性小。活塞的熱膨脹系數愈小愈好，這樣，在高溫蒸氣的傳導下，活塞才可保證最佳的氣缸間隙；（6）工藝性良好，價格低。設計時應使同一系列壓縮機的活塞大部分尺寸相同，如相同的直徑，相同的活塞銷孔等。這樣，加工非常方便。從材料上講，鑄鐵價格低，熱膨脹系數小，有良好的耐磨性。綜合前面的要求，選擇常用的HT200。4.1.2活塞的設計全封閉制冷壓縮機的活塞由于不裝活塞環所以沒有環部。其尺寸小，剛度大，熱膨脹小，故不對其群部進行特殊處理。圖4.1活塞示意圖參照已有經驗活塞的長度L與直徑D之比L/D一般為0.6-l.3。活塞銷孔中心線距活塞項部的距離與直徑之比L1/D為0.35-1。活塞銷孔直徑d與活塞外徑D之比d/D=0.27一0.45。求的L=38mmL1=25mmd=12mm活塞頂部厚度=2.8mm取t=6mm薄壁取7mm4.2活塞銷的設計4.2.1活塞銷的結構、材料1、活塞銷的結構和尺寸活塞銷的結構為一圓柱體，中空形式，可減少往復慣性質量，有效利用材料。活塞銷與活塞銷座和連桿小頭孔的連接配合。活塞銷的外直徑，活塞銷的內直徑根據經驗值取，活塞銷長度，取2、活塞銷的材料由于氣體力和往復慣性力作用在活塞銷上，加上活塞直徑一般很小，故活塞銷承受很大的交變彎曲應力和沖擊力。活塞銷在交變彎曲應力的作用下，油膜不易形成，因而潤滑條件差，易磨損。為此，應盡量使用表面硬度高，具有韌性的材料。通常使用表面滲碳的低碳鋼或表面滲碳的低合金鋼。在本設計中選用20Cr鋼，表面滲碳層在0.5-lmm,硬度為HRC55-62，屈服強度R≥540Mpa。4.2.2活塞銷強度和剛度計算由運動學知，活塞銷表面受到活塞力的共同作用，總的作用力，活塞銷長度L=28mm，連桿小頭高度，取9mm，間隙為，所以活塞銷跨度Lp=10mm。1、最大彎曲應力計算活塞銷中央截面最危險其彎矩為空心銷的抗彎斷面系數為，其中所以彎曲應力為即2、最大剪切應力計算最大剪切應力出現在銷座和連桿小頭之間的截面上。橫斷截面的最大剪切應力發生在中心層上，其值按下式計算：已知許用彎曲應力；許用剪切應力，那么校核合格。4.3驗算活塞銷座比壓力銷座比壓力為：鑄鐵一般為4.4本章小結在活塞的設計過程中，分別確定了活塞、活塞銷、活塞銷座主要的結構參數，分析了其工作條件，總結了設計要求，選擇合適的材料，并分別進行了相關的強度和剛度校核，使其符合實際要求。第5章連桿組的設計5.1連桿的設計5.1.1連桿的工作情況、設計要求和材料選用1、工作情況連桿小頭與活塞銷相連接，與活塞一起做往復運動，連桿大頭與曲柄銷相連和曲軸一起做旋轉運動。因此，連桿體除有上下運動外，還左右擺動，做復雜的平面運動。2、設計要求連桿主要承受氣體壓力和往復慣性力所產生的交變載荷，因此，在設計時應首先保證連桿具有在足夠的疲勞強度和結構鋼度。如果強度不足，就會發生連桿螺栓、大頭蓋或桿身的斷裂，造成嚴重事故，同樣，如果連桿組剛度不足，也會對壓縮機的工作帶來不好的影響。所以設計連桿的一個主要要求是在盡可能輕巧的結構下保證足夠的剛度和強度。為此，必須選用高強度的材料；合理的結構形狀和尺寸。3、材料的選擇連桿的材料在小型全封閉壓縮機中，廣泛采用鑄鐵、鋁合金和粉末冶金材料。鋁合金連桿加工簡單，且質量較鑄鐵連桿小，因此目前許多壓縮機都采用鋁合金材料制造連桿。本課程設計中也選用鋁合金材料。5.1.2連桿長度的確定設計連桿時首先要確定連桿大小頭孔間的距離，即連桿長度它通常是用連桿比來說明的，，，則。5.1.3連桿小頭的結構設計與強度、剛度計算1、連桿小頭的結構設計連桿小頭內徑和小頭寬度已在活塞組設計中確定，，。小頭外徑，取D1=18mm。2、連桿小頭的強度校核在小功率的封閉式壓縮機中，常常用下式計算連桿小頭的強度。式中為最大慣性力；b為小頭寬度，單位m；h為連桿小頭壁厚，單位m故[σ]≤15Mpa，校核合格。連桿的桿身必須具有足夠的強度和剛度，為此，多數連桿的桿身的橫截面為矩形或工字形。曲柄銷旋轉時，連桿大頭做擺動，由于離心力的作用，對桿身產生彎矩，因此從小頭到大頭的截面逐漸加大。為使連桿從小頭到大頭傳力比較均勻，在桿身到小頭和大頭的過渡處用足夠大的圓角半徑。圖5.1連桿零件圖5.1.5連桿大頭連桿大頭的結構與尺寸基本上決定于曲柄銷直徑、寬度、連桿螺栓直徑。其中在、在曲軸設計中確定，，，大頭寬度，大頭孔直徑。連桿大頭與連桿蓋的分開面采用平切口，大頭凸臺高度取，為了提高連桿大頭結構剛度和緊湊性，連桿螺栓孔間距離，一般螺栓孔外側壁厚取2毫米，螺栓頭支承面到桿身或大頭蓋的過渡采用盡可能大的圓角。5.2連桿螺栓的設計及校核對于刨分式連桿，連桿螺栓的作用是很重要的。壓縮機運轉時，它受到很大的交變載荷。對于小型全封閉壓縮機，由于連桿的尺寸受到限制，因而連桿螺栓的尺寸更小。為了防止應力集中而使材料疲勞斷裂，一般是降低螺栓的剛度，提高連桿大頭的剛度，緩沖應力集中，從而提高疲勞強度。為了降低螺栓的剛度，一般是縮小螺栓桿身的直徑，使桿身直徑小一于螺紋根徑來實現的。桿身至頭部的過渡圓角應盡可能大一些，螺紋采用細牙，螺紋底部不允許有尖角。連桿螺栓螺紋外徑連桿螺栓螺紋長度連桿螺栓的材料選40Cr。裝配時要嚴格按規定的力矩緊固螺栓。防止預緊力不足，或預緊力過大而使連桿螺栓斷裂。其中F為0.5倍的最大活塞力；為螺栓的外徑[σ]=200~250Mpa故符合強度要求。5.3本章小結本章在設計連桿的過程中，首先分析了連桿的工作情況，設計要求，并選擇了適當的材料，然后分別確定了連桿小頭、連桿桿身、連桿大頭的主要結構參數，并進行了強度了剛度的校核，使其滿足實際加工的要求，最后設計連桿螺栓，并行檢驗校核。第6章曲軸的設計6.1曲軸的結構型式和材料的選擇6.1.1曲軸的工作條件和設計要求曲軸是在不斷周期性變化的氣體壓力、往復和旋轉運動質量的慣性力以及它們的力矩作用下工作的，使曲軸既扭轉又彎曲，產生疲勞應力狀態。由于曲軸彎曲與扭轉振動而產生附加應力，再加上曲軸形狀復雜，結構變化急劇，產生的嚴重的應力集中。特別在曲柄至軸頸的圓角過渡區、潤滑油孔附近以及加工粗糙的部位應力集中現象尤為突出。所以在設計曲軸時，要使它具有足夠的疲勞強度，盡量減小應力集中現象，克服薄弱環節，保證曲軸可靠工作。如果曲軸彎曲剛度不足，就會大大惡化活塞、連桿的工作條件，影響它們的工作可靠性和耐磨性，曲軸扭轉剛度不足則可能在工作轉速范圍內產生強烈的扭轉振動，所以設計曲軸時，應保證它有盡可能高的彎曲剛度和扭轉剛度。此外，曲軸主軸頸與曲柄銷時再高比壓下進行高速轉動的，因而還會產生強烈的磨損。所以設計曲軸時，要使其各摩擦表面耐磨，各軸頸應具有足夠的承壓面積同時給予盡可能好的工作條件。6.1.2曲軸的結構型式曲軸的設計從總體結構上選擇整體式，它具有工作可靠、質量輕的特點，而且剛度和強度較高，加工表面也比較少。圖6.1曲軸的結構型式6.1.3曲軸的材料在結構設計和加工工藝正確合理的條件下，主要是材料強度決定著曲軸的體積、重量和壽命，作為曲軸的材料，除了應具有優良的機械性能以外，還要求高度的耐磨性、耐疲勞性和沖擊韌性。同時也要使曲軸的加工容易和造價低廉。在保證曲軸有足夠強度的前提下，盡可能采用一般材料。所以在本設計中選用常用的45號鋼。6.2曲軸的主要尺寸的確定和結構設計6.2.1曲柄銷的直徑和長度在考慮曲軸軸頸的粗細時，首先是確定曲柄銷的直徑。=（46-50）=12mm-13.6mm取為14mm。曲柄銷的長度由連桿大頭決定。連桿大頭為14mm，連桿與曲柄的間隙為1.5mm，故曲柄銷=17mm。6.2.2主軸頸的直徑和長度為了最大限度地增加曲軸的剛度，適當地加粗主軸頸，這樣可以增加曲軸軸頸的重疊度，從而提高曲軸剛度，其次，加粗主軸頸后可以相對縮短其長度，從而給加厚曲柄提高其強度提供可能。從曲軸各部分尺寸協調的觀點，取，取=18mm。6.2.3平衡重對曲軸來說，需要平衡重來平衡慣性力，設計平衡重時，應盡可能使平衡重的重心遠離曲軸旋轉中心，即用較輕的重量達到較好的效果，以便盡可能減輕曲軸重量。平衡重的徑向尺寸和厚度以不碰活塞和連桿大頭能通過為限度。將平衡重與曲軸鑄成一體，時加工較簡單，并且工作可靠。圖6.2旋轉慣性力平衡視圖圖6.3往復慣性力平衡視圖故m=0.044kg圖6.4平衡塊6.2.4曲軸上的油孔和油槽曲軸的一端裝有吸油裝置，壓縮機工作時，潤滑油通過吸油泵進入曲觸的油道，然后由各油孔油槽泄出，將各個拿擦表面潤滑。為保證良好的潤滑效果，油孔的出口應設在軸頸受力最小的部位。它的位置與曲抽的轉向、氣體力和慣性力有關，應通過繪制軸頸磨損圖來確定其位置。油孔的直徑一般為軸徑的7~12%，孔口的邊緣應倒較大的圓角并拋光，這樣可以緩沖孔口處的應力集中。故取油孔為2.2mm6.2.5曲軸的強度校核圖6.5曲軸零件圖曲軸可以簡化為下圖，其中Fp=Fr=740.095N其中L=47mmL1=6mm曲柄銷=8695曲柄=4070主軸頸=1110式中為、、中最大的一個所以=5785.25圖6.6曲軸簡化圖曲柄銷=11.1Mpa對于鍛造曲軸=80~100Mpa主軸頸其中式中T為主軸頸的扭矩其中=6.8Mpa查取故曲柄銷和主軸頸都符合強度要求6.3本章小結本章首先分析了曲軸的工作條件和設計要求，在合理選擇材料的基礎上，對曲軸的各個部分進行結構參數的設計，并進行有關的尺寸校核，使其符合實際加工的要求，還對曲軸的一些細節進行了設計，如油孔的位置以及曲軸的軸向定位等問題，給予了合理的解釋，最后對曲軸進行了強度校核。第7章機體和氣缸設計全封閉壓縮機的機體是非常重要的零件，也是加工最復雜的零件。幾乎所有的零件都安裝在機體的上而。機體支承著曲軸，連桿機構，支承著電動機，并使這些零件互相保特著合適的位置與間隙。本次設計的壓縮機的機體選擇氣缸、進排氣消聲器鑄成一體。并為了減輕質量，只鑄有排氣消聲腔，將迸氣消聲腔移到氣缸蓋上并安裝塑料消聲器。壓縮機的機體與主軸承鑄造一體。7.1機體材料的選擇機體常用的材料是優質灰鑄鐵。一般牌號為HT200~HT400.正由于鑄鐵具有價廉、易鑄造和易切削，且有良好的吸振性，因此獲得廣泛的應用。故在本設計中選擇HT200.7.2氣缸的設計氣缸長度與活塞長度、行程有關，設計時應考慮壓縮機運轉時氣缸端面不應碰觸連桿，且活塞到內止點時，活塞露出氣缸長度應為活塞全長的1/5一1/6。若此值過大，則由此處潤滑油泄露量增大。氣缸長度L=S+1/5Lh=18+22*0.18=40mm氣缸端口加工30度的斜面，以便于裝配式插入活塞。圖7.1氣缸7.3機體的設計機體上裝有活塞，曲軸，和上固定板等零件，要求其有足夠的位置要求，來保證其工作的準確性。下邊是機體的設計零件圖。圖7.2機座零件圖第8章閥組的設計閥組包括吸氣閥片，排氣閥片，閥板，排氣閥片限位器，墊片，氣缸蓋等部件。氣閥工作是否正常，直接關系到壓縮機的性能，因此，必須對氣閥提出如下要求圖8.1閥組圖8.1閥板的設計閥板的厚度一般是3~4mm，取閥板厚度為4mm。材料常采用鑄鐵和剛，本設計中用45號鋼。在閥板上要有安裝排氣閥片和行程限位器的卡槽，以保證排氣的進行。圖8.2閥板零件圖8.2缸蓋的設計缸蓋有吸氣腔，排氣腔。吸氣腔和排氣腔之間用壁互相隔開。吸氣腔的容積較排氣腔容識小，這主要是結構的原因，并且吸氣腔菇和排氣腔的容積設計適當，否則氣體吸入和排出時將產生劇烈的氣流脈動，引起輸氣系數下降。缸蓋通常用鑄鐵制成，牌一號為HT200-HT400。本缸蓋采用HT200的材料。適當的采用肋板增加缸蓋的強度，缸蓋采用3mm的厚度制成，并有壓行程限位器的裝置。下圖為缸蓋的設計圖。圖8.3缸蓋設計圖8.3進氣閥和排氣閥8.3.1氣閥的要求1.氣閥的使用壽命要長。氣閥的使用壽命不但與閥片的材料、工藝過程有關，而且與升程、轉速等有關。在全封閉壓縮機中，閥片的壽命應與壓縮機壽命相同。2.氣閥形成的余隙容積要小。3.氣體流經氣閥時的阻力要小。4.氣閥及時開閉，并且應有良好的密封性，關閉后不允許泄漏。5.結構簡單，制造方便，通用化程度高。8.3.2進氣閥和排氣閥的設計和校核進氣閥采用閥片鋼，選擇厚度為0.305mm。圖8.4進氣閥片零件圖下面對進氣閥校核1.求式中，為表示閥片僅在彈簧力作用下由完全開啟位置運動到全閉位置所需之時間。n為電動機轉速為閥片端部到支撐的距離，為21mm為閥片材料密度7800㎏/A為閥片的面積A=0.0210.006㎡E為閥片的彈性模量Pa2.求為用以說明閥片開始關閉時的位置參